基于Pro/E機構仿真的剪叉車轉向卡滯分析

常 奎 劉治軍 周忠可 李曉卉

徐工消防安全裝備有限公司 徐州 221004

0 引言

剪叉式高空作業平臺是高空作業設備中使用量大使用面廣的產品。因當前對高效作業的適應性需求，剪叉產品近3 a以超過35%復合增長率在市場上普及應用。由于設備保有量大、使用工況復雜、安全性要求高、生命周期成本管控嚴格，因此對剪叉式移動升降平臺的安全性、可靠性提出了更高的需求。

轉向機構是剪叉式高空作業平臺中的關鍵機構，在車輛行駛轉向，狹小空間轉運中起到至關重要的作用。某型號剪叉車出現原地轉向卡滯、轉向不到位現象，行駛過程中此現象消失。針對此現象，通過機構仿真以及制造誤差方面進行分析，得出問題癥結，并提出優化建議，提升產品性能及品質。本文從轉向機構機械結構角度對轉向卡滯問題進行分析，液壓系統清潔性等導致的轉向卡滯不在此次分析范圍。

1 轉向機構簡介

如圖1所示，典型的剪叉式高空作業平臺轉向機構為多連桿機構，主要由左右轉向節、轉向拉桿及轉向液壓缸組成。轉向過程中由轉向液壓缸推動轉向拉桿，轉向拉桿推動左右轉向節實現轉向。圖1所示轉向機構理論轉向角度為±79.5°。

圖1 轉向機構左右轉向示意

轉向到位后，一級限位為液壓缸限位，即：由液壓缸自身全伸全縮幾何尺寸限位。由于液壓缸行程及機械結構誤差，偶爾會發生一級限位無效，此時則通過二級限位，即轉向拉桿與轉向節套筒之間的機械接觸限位。二級機械限位相對于一級液壓缸限位角度增大約0.5°。

原地轉向卡滯及轉向不到位是指車輛原地靜止時，轉向機構無法轉至設計轉角或達到最大設計轉角后無法返回，而在行駛過程中此現象消失。

2 轉向卡滯仿真分析

2.1 轉向液壓缸推力計算

轉向液壓缸大腔面積s1為1 257 mm2，小腔面積s2為942 mm2，轉向溢流壓力p為12 MPa。

假設轉向卡滯，在系統壓力下轉向液壓缸出現溢流。根據轉向溢流壓力反推轉向液壓缸溢流時的推力，從而得到轉向卡滯工況下的最大推力。

液壓缸推力為

式中：p為系統壓力，s為作用面積。

計算可得液壓缸溢流時最大推力為：大腔最大推力（右轉最大推力）=15 080 N；小腔最大推力（左轉最大推力）=11 310 N。

2.2 原地轉向阻力矩的計算

根據文獻[1]中推薦的經驗公式，可知汽車在瀝青或者混凝土路面上的原地轉向阻力矩為

式中：u為輪胎與地面的滑動摩擦系數，G1為轉向輪的最大負荷，P為輪胎氣壓。計算得出某型號剪叉產品轉向阻力矩Mr=215 731 N·mm。

2.3 轉向機構運動仿真模型創建

通過Pro/E創建轉向機構運動模型，轉向機構各部件的裝配方式如圖2所示。其中轉向節各鉸點裝配方式為銷釘，轉向拉桿各鉸點裝配方式為銷釘，液壓缸組件裝配方式為滑動桿，液壓缸與轉向節和支座裝配方式為銷釘。

圖2 轉向機構模型

轉向阻力矩施加在左右轉向節主軸上，轉向液壓缸運動軸施加運動，啟用重力及摩擦。通過模擬轉向液壓缸推動轉向拉桿，轉向拉桿推動轉向節克服轉向阻力矩實現轉向的全過程運動分析，提取液壓缸鉸點反力，得到液壓缸推力曲線。

2.4 Pro/E機構計算及分析

2.4.1 左→右轉向機構計算分析

由左→右（轉向液壓缸大腔進油）轉向機構計算結果如圖3所示。在左轉極限位置，即液壓缸在全縮位置，缸桿開始伸出時，液壓缸所需推力達到最大，約為25 026 N＞15 080 N（大腔溢流最大推力）。隨著缸桿的伸出，轉向所需液壓缸推力隨之減小，大約在液壓缸伸出3.7 mm時，達到計算的大腔溢流推力15 080 N。液壓缸繼續伸出，轉向所需液壓缸推力繼續減小，液壓缸在伸出70.4 mm時轉向所需推力達到最小，約為5 661.194 N。之后轉向所需液壓缸推力開始上升，在液壓缸伸出148.8 mm時，推力再次達到大腔溢流推力15 080 N。達到右極限位置時，液壓缸推力為15 217.3 N＞15 080 N（大腔溢流最大推力）。

圖3 左→右轉向液壓缸推力

由左→右轉向液壓缸推力與轉向角度說明如表1所示。由仿真結果可得，大腔進油液壓缸推力不足，原地轉向工況無法轉向到位，或者在極限位置時無法轉回，即出現原地轉向卡滯。

表1 左→右轉向液壓缸推力與轉向角度說明

按照機構計算最大液壓缸推力25 026 N計算，原轉向到位轉向液壓缸大腔所需油壓約為20 MPa＞ 16 MPa的系統溢流壓力。

2.4.2 右→左轉向機構計算分析

由右→左（轉向液壓缸小腔進油）轉向機構計算結果如圖4所示。可得在右轉極限位置，即液壓缸在全伸位置，缸桿開始收縮時，液壓缸推力約為15 217 N ＞11 310 N（大腔最大推力）。隨著缸桿的回縮液壓缸所需推力隨之減小，大約在液壓缸回縮6.5 mm時，達到計算的小腔溢流推力11 310 N。液壓缸推力繼續減小，在回縮78.6 mm時推力達到最小值約為5 661.194 N。之后液壓缸所需推力開始上升，在液壓缸回縮141.1 mm時，推力再次達到小腔溢流推力11 310 N。達到左極限位置時，液壓缸推力達到最大值為25 026 N＞ 11 310 N（大腔最大推力）。

圖4 右→左轉向液壓缸推力

由右→左液壓缸推力與轉向角度說明如表2所示。由計算結果可得，小腔進油液壓缸推力，原地轉向工況同樣出現卡滯現象。按機構計算最大液壓缸推力25 026 N時，小腔所需油壓約為26.6 MPa＞12 MPa的系統溢流壓力。

表2 左→右轉向液壓缸推力與轉向角度說明

2.5 轉向卡滯仿真分析小結

通過機構仿真分析可得，此型號剪叉式高空作業平臺轉向機構仿真結果與實際工況相符。由于轉向推力不足，存在原地轉向不到位，或者在極限位置無法轉回現象，且在小腔進行時卡滯現象尤為明顯。而在運動過程中輪胎與地面的摩擦系數降低，轉向阻力矩減小，可實現轉向自如。因此，目前系統提供的轉向推力可以滿足行駛轉向需求，但是原地轉向時推力不足出現卡滯。

同時通過分析可得此類型轉向機構的轉向液壓缸在系統壓力一定時，大腔和小腔所提供的推力是存在差異的，由此，解釋了車輛左右轉向差異問題，即小腔轉向卡滯現象更加明顯。

根據計算結果將轉向系統壓力提升至28 MPa＞max(26.6 MPa，20 MPa)，實際驗證原地轉向卡滯現象消失。

3 轉向誤差靈敏度分析

轉向角度影響因素較多，與轉向機構布置有關，同時與結構件加工誤差以及液壓缸的行程誤差等有關。通過Pro/E機構分析，針對轉向機構各關鍵尺寸，如轉向液壓缸尺寸誤差、轉向機構結構誤差等，對轉向角度產生的誤差進行分析。具體結果如表3所示。

由轉向誤差靈敏度分析可得，轉向角度受結構尺寸及液壓缸尺寸誤差影響較大。目前在序號1的條件下，通過機械限位轉向角度可以保證。其余序號2～7條件下，雖機械限位可以實現+0.5°轉向誤差的修正，但是均出現一側轉向角度不到位。序號8、序號9情況則機械限位位置無法保證，對于其序號1、序號7情況誤差的修正作用進一步減小。

由轉向機構仿真可得，轉向極限位置所需的轉向推力最大。由轉向誤差靈敏度分析可得，機械結構及液壓缸行程變化1 mm，轉向角度會變化約為2°，甚至可以高達5°。可見累計誤差是影響轉向角度的關鍵因素，轉向角度的誤差會導致所需的轉向推力增大，進而造成轉向卡滯。

4 總結

通過轉向機構Pro/E仿真分析可得，現有的轉向機構布置方式，轉向節在極限位置時，轉向液壓缸會出現推力不足現象。因推力不足轉向節會出現原地無法轉到設計角度現象，同時在左右限位位置回正時會出卡滯。另外因此類轉向液壓缸在系統壓力一定時，大腔和小腔可以提供的推力時不同的。因此，轉向機構設計時需充分考慮轉向推力是否充足，選擇合理的液壓缸截面及轉向系統壓力。

同時通過基于Pro/E機構的轉向誤差靈敏度分析可得，液壓缸尺寸誤差、轉向機構各關鍵點制造誤差的累計都會嚴重影響轉向角度，轉向角度變化會造成轉向推力不足，進而導致轉向卡滯。因此，試制生產過程中，需嚴格把關采購件的尺寸精度及關鍵結構件的加工精度，提高轉向機構布置精確度，防止卡滯現象的發生。

通過以上措施，已基本解決剪叉車轉向卡滯問題。Pro/E機構仿真結果基本符合實際工況，證實基于Pro/E機構仿真的轉向卡滯分析方法可有效地對類似問題進行分析論證，可作為剪叉式高空作業平臺轉向結構設計的參考方法。